帶式輸送機傳動滾筒筒殼強度分析與優(yōu)化設(shè)計

曹勇

（霍州煤電集團，山西 霍州 031400）

0 引言

帶式輸送機是煤炭生產(chǎn)過程中重要的輸送設(shè)備，負責(zé)將原煤由井下工作面運輸至地面工作，其工作的可靠性關(guān)系到煤炭的運輸效率。帶式輸送機的重要組成部件之一滾筒，是輸送機的傳動部件，工作時為帶式輸送機提供動力和改變輸送帶方向。滾筒工作時環(huán)境惡劣，受力情況復(fù)雜，尤其是滾筒筒殼，是整個滾筒組件正常工作的關(guān)鍵，也是帶式輸送機使用時經(jīng)常出現(xiàn)問題的部件之一。因此，以辛置礦DSJ80/40 型帶式輸送機為例，進行輸送機傳動滾筒筒殼強度分析與優(yōu)化設(shè)計。

1 傳動滾筒結(jié)構(gòu)

辛置礦DSJ80/40 型帶式輸送機傳動滾筒主要負責(zé)傳遞動力，運行過程中動力來源于驅(qū)動系統(tǒng)和傳動系統(tǒng)，傳動滾筒和輸送帶之間存在較強的摩擦力，驅(qū)動力矩通過摩擦力的形式傳輸至輸送帶，驅(qū)動輸送帶轉(zhuǎn)動運行，實現(xiàn)煤炭的連續(xù)輸送。常見的傳動滾筒結(jié)構(gòu)有2 種，分別是單端驅(qū)動滾筒與雙端驅(qū)動滾筒，主要區(qū)別在于雙端驅(qū)動滾筒的輸出動力高于單端驅(qū)動滾筒。此次研究的DSJ80/40 型帶式輸送機傳動滾筒為單端驅(qū)動滾筒，結(jié)構(gòu)如圖1 所示，主要由軸、軸承、輻板、脹套、筒殼和輪轂6個零件構(gòu)成。

圖1 傳動滾筒結(jié)構(gòu)Fig.1 Transmission drum structure

2 有限元仿真分析

2.1 三維模型建立

根據(jù)DSJ80/40 型帶式輸送機傳動滾筒結(jié)構(gòu)尺寸和技術(shù)資料，采用SolidWorks 進行傳動滾筒三維模型設(shè)計。為了更真實的模擬滾筒筒殼的工作狀態(tài)，提高仿真計算結(jié)果的準確度和計算效率，建模時進行了適當?shù)暮喕雎粤悴考牡菇恰A角、溝槽、凸臺等一些小特征。

2.2 材料屬性設(shè)置

完成傳動滾筒三維模型建立工作之后，另存為.igs 格式文件，導(dǎo)入有限元仿真計算軟件進行材料屬性設(shè)置，其中軸的材料為45 鋼，彈性模量為193 GPa，泊松比為0.28；輻板輪轂材料為ZG230-450，彈性模量為207 GPa，泊松比為0.28；脹套材料為40Cr，泊松比為0.3；筒殼材料為Q235A，彈性模量為200 GPa，泊松比為0.29。

2.3 網(wǎng)格劃分

傳動滾筒三維模型完成材料屬性設(shè)置之后進行網(wǎng)格劃分，由于傳動滾筒使用的軸、輻板輪轂和脹套的結(jié)構(gòu)形狀較為簡單，選擇SOLID185 六面體網(wǎng)格形式劃分，單元尺寸設(shè)置為5 mm；筒殼屬于薄壁結(jié)構(gòu)，選擇SHELL181 單元形式進行網(wǎng)格劃分，單元尺寸設(shè)置為8 mm。啟動軟件自帶的網(wǎng)格劃分工具，完成實體和殼體的網(wǎng)格劃分工作。

2.4 約束和載荷

結(jié)合傳動滾筒實際工作情況，確定其主要約束為滾筒軸兩端的支撐軸承，通過仿真計算軟件對傳動滾筒軸施加軸承約束。滾筒工作中的載荷主要有自重、軸端輸入扭矩和輸送帶張力。扭矩轉(zhuǎn)換成沿滾筒切線方向的切向力；張緊力轉(zhuǎn)換成垂直于軸線的作用力。完成約束和載荷設(shè)置之后的滾筒如圖2所示。

圖2 傳動滾筒有限元仿真模型Fig.2 Finite element simulation model of transmission drum

2.5 仿真結(jié)果

利用軟件自帶求解器進行傳動滾筒靜力學(xué)分析計算，計算結(jié)束提取筒殼的等效應(yīng)力分布云圖以及位移分布云圖，如圖3、圖4 所示。

圖3 筒殼等效應(yīng)力分布云圖Fig.3 The contour map of equivalent stress distribution of shell

圖4 筒殼位移分布云圖Fig.4 Displacement distribution of shell

由圖3 可以看出，最大應(yīng)力數(shù)值為45.75 MPa，出現(xiàn)在輻板與筒殼連接處，出現(xiàn)應(yīng)力集中的原因是輻板與筒殼接觸處厚度較小。由圖4 可以看出，位移最大數(shù)值為0.38 mm，出現(xiàn)在筒殼中部與輸送帶接觸的地方，原因是輸送帶擠壓滾筒，受擠壓力的接觸面變形較大，呈現(xiàn)凹陷狀。筒殼材料為Q235A，極限屈服強度為235 MPa，計算得出的安全系數(shù)為5.13，結(jié)合實際應(yīng)用時筒殼安全系數(shù)約為1.5 的情況，筒殼強度遠高于實際使用要求。

3 減重優(yōu)化設(shè)計

由傳動滾筒筒殼強度分析結(jié)果可以看出，筒殼強度的安全系數(shù)遠高于實際應(yīng)用需求，這樣雖然具有很好的強度，但也造成了材料的浪費和傳動滾筒的重量增加，因此有必要進行減重優(yōu)化設(shè)計工作。

目前使用的筒殼厚度為12 mm，為了降低筒殼的重量需要降低筒殼的厚度，選擇6 mm 厚的Q235A 制作筒殼，采用有限元仿真計算軟件進行改進效果驗證。改進合格判據(jù)是強度滿足要求，安全系數(shù)大于1.5。

為了驗證改進后傳動滾筒筒殼的強度是否滿足要求，筒殼減重效果是否達到，重新建立改進后滾筒筒殼三維模型，并進行有限元仿真分析前處理過程，設(shè)置參數(shù)均與改進之前一致。完成有限元分析前處理之后啟動軟件自帶求解器進行強度分析，提取筒殼的等效應(yīng)力分布云圖和位移分布云圖，如圖5、圖6 所示。

圖5 優(yōu)化后筒殼等效應(yīng)力分布云圖Fig.5 The contour map of equivalent stress distribution of shell after optimization

圖6 優(yōu)化后筒殼位移分布云圖Fig.6 The distribution of shell displacement after optimization

由圖5 可以看出，相同約束和載荷條件下，改進之后的筒殼最大應(yīng)力數(shù)值為75.69 MPa，相較于改進之前的45.75 MPa 明顯提升，與筒殼壁厚減薄有直接關(guān)系。應(yīng)力集中位置出現(xiàn)在輻板與筒殼連接處，相較于筒殼材料極限屈服強度235 MPa，仍具有較高的強度，滿足傳動滾筒的使用要求。由圖6可以看出，筒殼的最大位移為0.516 mm，位置處于筒殼受輸送帶擠壓的一側(cè)，同樣能夠滿足傳動滾筒使用過程中的剛度要求。

統(tǒng)計結(jié)果顯示，優(yōu)化之前傳動滾筒筒殼的質(zhì)量為365 kg，減重優(yōu)化之后筒殼質(zhì)量為181.5 kg，減重50%，取得了良好的改進效果。

根據(jù)上述模擬結(jié)果，該傳動滾筒的結(jié)構(gòu)還能繼續(xù)減重優(yōu)化，但滾筒筒殼厚度過薄之后，需要在筒殼內(nèi)部設(shè)置支撐，反倒增加了成本，且施工困難，因此不適宜繼續(xù)減重。

4 結(jié)語

帶式輸送機作為煤炭企業(yè)關(guān)鍵輸送設(shè)備，隨著煤炭開采需求量的不斷提升，設(shè)備應(yīng)用范圍不斷擴大，制備材料用量較高。辛置礦DSJ80/40 型帶式輸送機滾筒筒殼的設(shè)計強度過于保守，遠高于實際使用要求，將筒殼厚度由原來的12 mm 降低至6 mm 后，筒殼強度和剛度均能滿足筒殼使用要求，相較于改進之前，筒殼質(zhì)量降低了約50%，減重優(yōu)化效果顯著。